930KW制冷量水冷式制冷机组设计.docx

930KW制冷量水冷式制冷机组设计

本科毕业设计（论文）

930KW制冷量水冷式制冷机组的设计

学 院 材料与能源学院
专 业 热能与动力工程
（制冷与空调方向)
年级班别 2007级（2）班
学 号
学生姓名
指导教师

2011年 6月

设计总说明
本论文设计的是制冷量为930KW水冷式冷水机组。制冷系统四大部件分别选用了螺杆式压缩机、满液式蒸发器、卧式壳管冷凝器以及电子膨胀阀。其中制冷剂为R22，系统制冷量为930KW，冷凝温度40℃，冷却水进口温度32℃，出口温度36℃，过冷度3℃，蒸发温度2℃，过热度3℃，冷冻水进口温度12℃，出口温度7℃。
本文首先介绍了水冷式冷水机组的发展状况、存在问题和解决方法。接着介绍了如何确定主要设计参数。本论文的重要部分是满液式蒸发器和壳管式冷凝器的设计计算，它阐述如何确定制冷剂流量和载冷剂流量、传热管数、传热系数。另外，完成了冷却水流动阻力计算、总体结构的设计计算。除此以外，还完成了压缩机的选型、热力分析、制冷剂充灌量的计算、冷冻油添加量的计算、管道设计、保温层的选择和辅助设备的选型。最后，利用计算机完成换热器图纸的绘制。

关键词：冷水机组，满液式蒸发器，壳管冷凝器，设计计算，辅助设备

General information for the design
In the dissertation a water-cooled chiller system is designed, which consists of screw compressor, flooded evaporator, horizontal type shell-tube condenser and electronic expansion valve. The refrigerant is R22, and refrigeration capacity is 930KW. Condensing temperature is 40℃. The inlet and outlet temperature of cooled water are 32℃ and 36℃, respectively. The subcooling temperature is 3℃.And the evaporation temperature is 2℃. The superheating temperature is 3℃.The inlet and the outlet temperature of chilled water is 12℃ and 7℃, respectively.
The dissertation introduces the development of water-cooled chiller, some problems and their solutions. Then it also describes how to determine the main design parameters. And the important part of the design is the calculation of the flooded evaporator and the horizontal type shell-tube condenser in this dissertation. It describes how to determine the flux of the refrigerant and secondary refrigerant, the number of tubes, and the heat transfer coefficient. What's more, the resistance calculation of cooling water and the calculation of overall structure are completed. Besides, the choice of compressor, heat analysis, the amount of refrigerant, the refrigeration oil filling quantity, the pipeline design, the choice of insulation layer and the selection of the role auxiliary equipments are also completed. Finally,the drawings of the heat exchanger are completed by the computer.

Keywords: water chiller, liquid filled evaporator, shell and tube condenser, design calculation, auxiliary equipments

目 录
1 绪 论 1
1.1 引言 1
1.2 国内外发展状况 1
1.3 节能和环保政策对市场的影响 2
1.4 存在问题及发展前景 3
1.5 本文研究内容 5
1.5.1 本设计的要求与数据 5
1.5.2 本设计的研究内容 5
1.6 设计参数的确定 5
1.6.1设计原始参数 5
1.6.2已知设备 6
1.6.3蒸发器冷媒水的进出口温度 6
1.6.4冷凝温度及冷却水出口温度 6
2 满液式蒸发器设计 7
2.1制冷剂流量的确定 7
2.2 结构的初步规划 8
2.2.1 结构型式 8
2.2.2 污垢系数的选择 8
2.2.3 冷冻水的流速 8
2.2.4 管型选择 8
2.2.5 冷冻水流量 9
2.2.6 估算传热管总长 9
2.2.7 确定每流程管数Z，有效单管长l及流程数N 9
2.2.8 传热管的布置排列 10
2.3 热力计算 11
2.3.1 水侧表面传热系数 11
2.3.2 氟利昂侧冷凝表面传热系数 11
2.3.3 实际所需热流密度计算 12
2.3.4 实际所需换热面积 13
2.4 阻力计算 13
2.4.1 冷冻水的流动阻力计算 13
2.4.2冷冻水泵的总压头与离心水泵的功率 14
2.5结构设计计算 14
2.5.1 筒体 14
2.5.2 管板 15
2.5.3 法兰 15
2.5.4 端盖 15
2.5.5 分程隔板 16
2.5.6 支撑板与拉杆 16
2.5.7 封头和支座 16
2.5.8 垫片的选取 17
2.5.9 螺栓的选取 17
2.5.10 连接管的确定 17
3 管壳式冷凝器设计设计 19
3.1 冷凝器热负荷的确定 19
3.2 结构的初步规划 20
3.2.1 结构型式 20
3.2.2 污垢系数的选择 20
3.2.3 冷却水的流速 20
3.2.4 管型选择 20
3.2.5 冷却水流量 21
3.2.6 估算传热管总长 21
3.2.7 确定每流程管数Z，有效单管长l及流程数N 22
3.2.8 传热管的布置排列 23
3.3 热力计算 23
3.3.1 水侧表面传热系数 23
3.3.2 氟利昂侧冷凝表面传热系数 24
3.3.3 实际所需热流密度计算 24
3.3.4 实际所需换热面积 25
3.4 阻力计算 25
3.4.1 冷却水的流动阻力计算 25
3.4.2 冷却水泵的总压头与离心水泵的功率 26
3.5 结构设计计算 26
3.5.1 筒体 26
3.5.2 管板 27
3.5.3 法兰 27
3.5.4 端盖 27
3.5.5分程隔板 28
3.5.6支撑板与拉杆 28
3.5.7封头和支座 28
3.5.8垫片的选取 29
3.5.9螺栓的选取 29
3.5.10连接管的确定 29
4 压缩机的选用 31
4.1 压缩机的特点 31
4.2 压缩机负荷计算 33
4.3 压缩机选型 34
4.4 管道设计 35
4.4.1 吸气管 35
4.4.2 排气管 36
4.4.3 液体管 36
4.5 冷冻油的选用和添加量 36
4.5.1 冷冻机油在压缩机中的作用 36
4.5.2 制冷机对冷冻油的性能要求 36
4.5.3 冷冻油的选用 37
4.5.4冷冻油的添加量所需考虑因素 37
5 节流装置和辅助设备的计算和选型 39
5.1 节流装置的简介 39
5.2 膨胀阀的选型 39
5.3 辅助设备的计算和选型 39
5.3.1 干燥过滤器的选型 40
5.3.2 油分离器的选择 40
5.3.3 气液分离器 40
5.3.4 温控阀的选择 41
5.3.5 电磁阀的选择 41
5.3.6 截止阀的选择 41
5.3.7 安全设备的选择 42
5.3.8 视液镜的选择 42
6 保温层和制冷剂的充注量计算 44
6.1 蒸发器保温层计算 44
6.2 冷冻水管保温层计算 44
6.3 制冷剂的充注量组成 44
6.4 冷凝器充注量的计算 45
6.5 蒸发器充注量的计算 46
6.6 液管充注量的计算 46
6.7 吸气充注量的计算 46
6.8 排气充注量的计算 47
6.9 制冷剂充注总量的计算 47
结 论 48
参 考 文 献 49
致 谢 50
附 图 51

1 绪 论
1.1 引言
根据 BSRIA的统计，2010年冷水机组、空气末端产品和大型空调设备的全世界总市场容量已超过 500亿美元。并且每年以超过15%的增长率进行增长。
2010年全世界冷水机组市场为 70多亿美元，比2009年的 68.61亿美元增长差不多9％。 空气末端产品为79.3亿美元，比 2009年的73.24亿美元增长 8．3％。大型单元式空调机组为65.62亿美元，比 2009年的 62.73亿美元增 长4.6％。大于 5kW柜式空调机组为 222.01亿美元，比2009年的 191.39亿美元增长 16％。
在冷水机组市场里，2010年离心式为 l0．55亿美元，比2009年增长 9．9％。大于 100冷吨的吸收式为7．1亿美元，比2009年增长 9．1％。往复、螺杆 、涡旋式冷水机组为 35．328亿美元，比 2009年增长 8．3％，冷水机组发展前景良好。
1.2 国内外发展状况
螺杆冷水机组在很多应用中取代了往复式水冷机组。麦克维尔、日立等正在发展 R410A螺杆压缩机，许多公司也注重开发大冷量的螺杆压缩机。
近年来，日本和中国的离心式冷水机组市场长很快，中国已成为重要制造基地。离心式冷水机组需要有复杂的润滑油系统，然而，制冷剂含油会降低传热性能。有两种方法解决无油的离心式冷机组：一种是开发磁悬浮轴承系统，另一种是用体制冷剂代替油去润滑和冷却轴承。
热泵和冰蓄冷离心式系统已开发出来，扩大离心式冷水机组的应用范围。三菱重工 已推R410A的离心式热泵系统，并推出了5O冷吨的微型透平系列。
近年来 ，江森控制器公司开发了建筑能源管理系统 (BEMS)，成功地推出了 Metasys建筑自动化系统，能有效强化产品的节能性能。
近年中国冷水机组市场的发展具有下列特点：
（1）制冷剂的置换
根据蒙特利尔议定书关于淘汰CFC制冷剂的伦敦补充修正案的实施, 中国政府也将批准在哥本哈根和北京修正案中所规定的时间表以逐渐淘汰HCFC制冷剂。在2002年9月, 中国政府官方宣布批准了京都议定书并实行温室气体的控制。在市场上已经可以获得大量的HFC-134a冷水机组, 并还出现了一些HFC-407C和氨冷水机组的新产品。此外, 为了减少温室气体的间接散发, 中国政府正积极地制订冷水机组和空调器的相关能效标准以相对地减少电力和燃料的消耗并减少CO2的排放。
（2）家用中央空调系统的快速发展
除了具有多台室内机组可变制冷剂流量系统的空调系统和有风管的空调器外, 家用风冷式冷水机组、热泵以及燃气型吸收式冷水机组也飞速发展并具有稳定的质量, 它们在高级住宅的应用将进一步扩大。
（3）冰蓄冷技术
由于夏季用电的急剧增加和在每一城市中先后实行了顶峰的低谷负荷的电价和峰值与低谷之间电价差别增大等原因, 这为冰蓄冷技术提供了良好的市场环境, 在2002年完成了总数为52个冰蓄冷项目。中国国家制冷设备标准化技术委员会已经制订了“ 蓄热空调系统的试验和评定方法” 以促进和规定冰蓄冰技术的发展。
(4) 地下水源热泵机组
用地下水源在夏季作为冷却水而在冬季作为热源水可以获得节能效应, 在近年这种型式的机组有了快速发展, 到2000年底美国就有超过40万台地下水源热泵在家庭、学校和商业建筑中使用。对于这种型式机组的发展应给予谨慎的考虑。
1.3 节能和环保政策对市场的影响
节能、环保和室内空气品质 (IAQ)是冷水机组市场的三个重要主题。在许多国家里，电和燃气消耗的迅速增加，促使各生产厂开发节能产品。欧盟 (EU)已推出Roils(The Restriction of the Use of Certain Hazardous Substances in Electrical and Electronic Equipment)，欧洲市场正渐渐转到使用R410A，由于 Roils的进入，必然会引起冷水机组价格上涨。 日本和韩国推出了能源多样化政策，推动燃气制冷，因此，吸收式制冷得到很好的扩展。日本厂商开始研发大冷量的 DC变频Ⅵ系统，中国一些城市也颁布相关法规鼓励使用吸收式系统。 在美国高性能绿色建筑设计、结构和运转中，能量和环境设计 (LEED)绿色建筑等级系统是指导基准。近年来，R134a在美国的使用有所增加，R123市场份额将减小，因为蒙特利尔提案的淘汰日期将临近。 中国政府也重视环境保护，对实现 2008年“绿色奥运”已采取了许多措施。热泵系统提供了有效降低温室气体排放的术，许多公司开发热泵冷水机组，降低能量消耗这也有助于环保。
1.4 存在问题及发展前景
随着经济的发展, 人类对能源的需求越来越大, 对环境的破坏也越来越严重。我国是世界上人口最多的国家, 为了使我国的经济实现持续、健康地发展, 必须采取“ 可持续发展战略” , 切实注意环境保护和节约能源。近年来人们的居住条件有了很大的改善, 家用空调的使用日益普及, 水冷式集中空调系统也已出现在住宅建筑中。由于空调能耗在整个建筑能耗中所占比例越来越大, 因此尽可能降低空调系统的能耗已成为空调发展的重要内容。同时, 人们对生活环境, 包括室内和室外环境, 提出了更高的要求, 因此环保型空调的发展是空调发展的重要方向。为了与我国住宅建筑的发展相适应, 我们必须发展适合于我国国情的具有良好环保和节能特性的空调系统。
水冷式制冷机在制冷效果和能耗上, 比起风冷式制冷机具有绝对的优势, 这已是不争的事实[14]。但是水冷式空调器还没有进人家庭, 原因是普通家庭所需冷量都较小，单个房间风冷式空调器就能胜任, 省去了水管安装及对水流的控制设备。但随着居民住房条件的不断改善, 小康住宅的出现, 风冷式空调器难以再胜任, 它主要有以下不足：
一是风冷式空调器制冷能力不强, 冷凝器体积大,多厅室制冷需安装多个空调, 不但增加了支出, 并且安装麻烦, 还影响建筑物的美观。
二是风冷式空调器制冷速度慢, 耗电多, 噪音大。因为空气的热容量很小, 换热系数只有水的八分之一,并且空气快速流动, 热交换也不够充分, 冷凝风机还产生噪音。因此, 靠风冷式空调来组建家庭制冷系统是不太理想的。
三是风冷式空调器冷凝器散发的热量, 没能再利用, 白白地被浪费掉, 吹出的热气, 还影响周围环境；另一方面, 家庭用热水时（如洗澡, 洗衣服）又需用能源来烧, 既费事又耗能。
这些不足, 风冷式空调器自身不能克服, 而水冷式空调器以其制冷能力强, 降温速度快, 用电省, 噪音低,体积小等优点, 顺应当今世界环保与节能的绿色新家电潮流, 有着诱人的发展前景。
然而任何事物都有其两面性, 要发展家用水冷式空调器必须考虑以下几个问题。一是需增设水管，且不能有碍厅室美观；二是要有水流量自动控制调节系统；三是冷凝器外壁结水垢后的清理问题。对于这些问题，设想中的解决方法是：
随着安装、装修业的迅速发展，水管安装已不成什么问题，软硬管都可以使用，即使有碍美观的地方靠装修也能弥补。同时水冷式空调冷凝器不需对外散热，可将室外机（压缩机和冷凝器）改善在洗手间，这样空调器产生的热水方便地流入热水器的蓄水箱，蓄水箱满了之后，多余的水又可接入马水桶，或进入下水道，充分利用了水资源。
由于水中带有各种杂质，空调器长久使用后，冷凝器外壁上会结上一层水垢，从而会影响交换效果，必须：
(1) 拆卸 先回收制冷剂，后切断电源，卸下室外机组上的电源线和控制线后，按步骤拆卸室外机组和连接铜管。
(2) 重新安装调试 确定室内外机组的安装位置，配备与空调器电源相符的电表、插座和闸刀，机组的安装固定。
水冷式集中空调系统存在的不足和解决措施：
1)运行费用高而且存在收费问题
住宅小区中, 各住户居民的生活和工作规律不尽相同, 有的家庭白天没人, 不开空调，有的家庭有老人、孩子, 白天仍要使用空调, 为了满足他们的需求, 必须全天开机运行, 这样造成空调系统冷水机组的部分负荷运行时间长, 系统的运行费用较高。现在有不少的水冷式集中空调系统, 用户的计费很多是将系统的总运行费平摊到用户身上, 这种计费方法没有考虑用户在使用空调上的差异, 使得在负担空调系统的费用上很不公平。如果公平计费, 须安装计量装置。如果定流量系统还应该分时计费, 因为定流量系统在低负荷阶段效率低、能耗高, 冷冻机在低负荷阶段也是效率低, 因此低负荷阶段的用户应交较高费用才公平。这样就造成系统投资的进一步加大。调查结果显示山东某地的一住宅,集中空调收费最低按20元／m2收取, 这样60 m2空调面积的住宅每年要花费1200元用于房间制冷。如果这个住宅使用家用空调器, 每年的花费不超过500元。
2)初投资大
水冷式集中空调系统要求集中机房、设备和管道, 而这些设备和配套设施的采购和施工费用较高, 平摊到用户身上, 使得购买住宅的费用增加, 这也是水冷式集中空调难以走人家庭的一个重要因素。
3)维护费用较高
由于水冷式集中空调系统规模庞大, 设备复杂, 因此日常维护十分重要, 需要专门的技术人员来管理空调系统, 系统使用一段时间还需要更换某些设备, 这些都使得水冷式集中空调系统的维护费用较高。
总之, 家用水冷式空调器具有的明显优势, 是发展环保型家庭制冷中心的首选方案, 发展的时机已经成熟。尽管家用水冷式空调目前还没有进人家庭, 随着消费市场的多样化, 环保节能型水冷式空调器必将得到迅速发展。
1.5 本文研究内容
1.5.1 本设计的要求与数据
1、设计目标：930kW水冷机组
2、计算工况：选用半封闭螺杆式压缩机5台，工质R22，制冷量930KW，冷凝水的进水温度＝32℃，出水温度=36℃，冷凝温度为=40℃，过冷度＝3℃， 蒸发温度=2℃， 过热度为=3℃，冷冻水进水温度为=12℃，出水温度为=7℃。
1.5.2 本设计的研究内容
1、熟悉冷水机组的工作原理。
2、根据冷水机组的要求，选择合适的压缩机型式。
3、选用适合的蒸发器、冷凝器型式，进行冷凝器和蒸发器的热力计算以及管道阻力计算。完成换热器图纸的绘制。
4、 完成系统制冷剂充灌量的详细计算，选用合适的辅助设备。
5、 总结设计影响要素。
1.6设计参数的确定
1.6.1 设计原始参数
制冷量，制冷剂为R22，蒸发温度℃，过热度℃，冷凝温度℃ ，过冷度℃。
1.6.2已知设备
（1）螺杆式压缩机5台
螺杆式压缩机因其较高的可靠性和效率使之在中等制冷量范围内的制冷空调中得到普遍应用，本文设计的水冷机组的制冷量为930KW，属于中等制冷量范围，所以螺杆式压缩机不失为较好的选择，而且压缩机的台数不得少于2台，本设计选用5台。
（2）满液式蒸发器
系统制冷量为930kw，制冷量相对较大，选用满液式蒸发器较为合适。
（3）壳管式冷凝器
系统制冷量为930kW，制冷量相对较大，选用管壳式冷凝器较为合适。
1.6.3 蒸发器冷媒水的进出口温度
对于满液式蒸发器，载冷剂出口温度与蒸发温度之差，一般取（2～5℃），现取5℃则: 冷媒水出口温度：
=2+5=7℃ (1.1)
冷媒水温降，一般当为淡水时，取（4～6℃），现取5℃，则
冷媒水进口温度： ℃ (1.2)
1.6.4 冷凝温度及冷却水出口温度
在卧式壳管冷凝器中，一般取3～5℃，本设计取4℃，
则： 冷却水出口温度： ℃ (1.3)
同理冷凝温度： ℃ (1.4)

2 满液式蒸发器设计
2.1制冷剂流量的确定

图2.1制冷循环压焓图
如图2.1所示，℃，℃，℃，根据热力性质图和表查得：
，，各状态点所对应的值如表2.1.所示。
表2.1 压焓图各状态点的值
状态点
t(℃)
h(KJ/kg)
V(m3/kg)
1＇
2
406.084
44.27
1
5
416.024
45.36
2
—
448.310
—
3
40
416.561
15.14
4
37
247.686
—
5
—
247.686
9.03

单位质量制冷量：
(2.1)
制冷剂质量流量：
(2.2)
2.2 结构的初步规划
2.2.1 结构型式
系统制冷量为930kw，制冷量相对较大，选用满液式蒸发器较为合适。
2.2.2 污垢系数的选择
参看文献[1]表3-1中数据，可取氟利昂侧 = 0.086 ℃/kW，冷冻水侧 = 0.086 ℃/kW。
2.2.3 冷冻水的流速：
初步设计机组每天运行10小时，则每年运行小时数约为3000～4000。参看文献[1]表3-2 中数据，取冷冻水流速 u = 2.5m/s。
2.2.4 管型选择：
参考文献[1,70-71]中所述及文献[1]表3-4。本次设计选取表3-4中的4号管：19mm×1.5mm，因其增强系数相比较大，有利换热。其有关结构参数如下：
管内径=14mm ，翅顶直径=18.9mm ，翅厚=0.25mm ，翅根管面外径=15.9mm ，翅节距=1.1mm，翅高h＝1.5mm。
单位管长的各换热面积计算如下：
每米管长翅顶面积：=== 0.0135 （2.3）
每米管长翅侧面积：=== 0.149 （2.4）
每米管长翅间管面面积：== （2.5）
= 0.0386
每米管长管外总面积：=++= 0.2011 （2.6）
每米管长管内面面积：= =0.014= 0.044 （2.7）
2.2.5 冷冻水流量：
取冷冻水进出口温度的平均温度为定性温度，= ℃=9.5 ℃。
由文献[2]附录9中查得其有关物性参数如下：
= 999.7 = 4.191
冷冻水流量为：
= = （2.8）
2.2.6 估算传热管总长
参看文献[1,75]，按管外面积计算热流密度，在设计条件下，热流密度可在5000～7000范围内取值。本设计假定 = 6000 。
则应布置的传热面积：= = （2.9）
应布置的有效总管长： L = = （2.10）
2.2.7 确定每流程管数Z，有效单管长l及流程数N :
冷冻水的流速u = 2.5m/s，冷冻水流量= ，则每流程管数
Z = == 115.35 （根） （2.11）
圆整后取Z =116根。
则实际水流速= 2.486m/s （2.12）
对流程数N、总根数NZ、有效单管长、壳体内径及长径比进行组合计算，组合计算结果如表2.2所示：
表2.2 组合计算结果
流程数N
总根数NZ
有效单管（m）
壳体内径（m）
长径比
2
232
3.32
0.476
6.97
4
464
1.66
0.673
2.47
6
696
1.11
0.824
1.35
8
928
0.83
0.952
0.87
参看文献[1,76]，在组合计算中，当传热管总根数较多时，壳体内径可按下式估算：
式中 s——相邻管中心距，，单位为 m；
——管外径，单位为 m。
系数的取法：当壳体内管子基本布满不留空间时取下限，当壳体内留有一定空间时取上限。（本设计取下限计算）
查看文献[3,45]表2.3，由=19mm查得：
换热管中心距s = 25 mm ，分程隔板槽两侧相邻管中心距 = 38mm 。由此算得。
参看文献[1,76]，长径比一般在6～8范围内较为适宜，长径比大则流程数少，便于端盖的加工制造。当冷凝器与半封闭式活塞式制冷压缩机组成机组时应适当考虑压缩机的尺寸而选取更为合适的冷凝器的长径比。据此，本设计选取2流程方案作为结构设计依据。
2.2.8 传热管的布置排列
通过AutoCAD布管排列，如图2.2，通过比较，2管程中管板的分置以正三角形排管为佳，其结构比平行布置更为紧凑，从而节省材料。另外，冷冻水进出口水温相差才5℃，则相邻的管程间平均壁温之差远小于28℃，故正三角形排管适宜。

图2.2 管子在壳体内的布置
2.3 热力计算
2.3.1 水侧表面传热系数
由= 9.5℃查文献[2]附录9表得其运动粘度。
由文献[1,78]表3-12查得其物性集合系数 B = 1647。
因为雷诺数Re = = = 26168.42 ＞，亦即水在管内的流动状态为湍流，则由文献[1,78]中式（3-5），水侧表面传热系数：
（2.13）
2.3.2 氟利昂侧冷凝表面传热系数
根据图2.2的排管布置，管排修正系数由文献[1,77]中式（3-4）计算
(2.14）
根据所选管型，低翅片管传热增强系数由文献[1,77]中式（3-2）计算如下：
环翅的当量高度 mm = 4.34mm （2.15）
增强系数 ：
= =1.61 （2.16）
查文献[1,76]表3-11，R22在蒸发温度= 2 ℃时，其物性集合系数 B = 1830
由文献[1,76]中式（3-1）计算氟利昂侧蒸发表面传热系数，

=
= 4292.6 （2.17）
其中——管外壁面温度,℃；
——蒸发温度与管外壁面温度之差,℃。
2.3.3 实际所需热流密度计算
对数平均温差 ＝7.21℃ （2.18）
水侧污垢系数= 0.086℃/kW。
将有关各值代入文献[1,78]中式（3-6）和（3-7）热流密度计算（单位为）：
= 4292.6 （2.19）
（2.20）
选取不同的（单位为℃）进行迭代计算，计算结果列于表2.3：
表2.3 计算结果
/℃
式（3.20）()
式（3.21）()
1.40
5524.80
5909.12
1.46
5701.45
5848.10
1.50
5818.20
5807.41
当=1.5℃ 时，两式 误差已很小（据文献[1，79]所述，误差不大于3%，可认为符合要求），取= 5812.805 ，与假定的6000相差3.12%，据文献[1，79]所述,误差不大于15%且计算值稍大于假定值，可认为原假定值及初步结构设计合理。
2.3.4 实际所需换热面积
= （2.21）
初步结构设计中冷凝传热面积为155，较传热计算实际所需换热面积小3.12%。参看文献[1，79]，在满足负荷要求前提下，所布置的传热面积较计算所需的传热面积大10%左右，因此，必须加长换热管长，现取换热管有效单管长=3.8 m 时，则实际换热面积为177.29，负荷富裕量达10.8 %。
2.4 阻力计算
2.4.1 冷冻水的流动阻力计算
冷冻水流动时的阻力按文献[4，232]中式（9-71）计算，其中沿程阻力系数为
（2.22）
冷冻水的流动阻力为
（2.23）
=
＝ 56393.08 Pa
式中，N——管程；
——左、右两管板外侧端面间的距离，每块管板厚度为35 mm （见后面结构确定），则 =（3.8+0.07 ）m 。
考虑到外部管路损失，冷冻水泵的总压头约为
（2.24）
2.4.2冷冻水泵的总压头与离心水泵的功率
取离心水泵的效率 = 0.6 ，则水泵所需的功率 为
= 11.57KW （2.25）
则选取的离心水泵的功率至少不小于 11.57KW。
2.5结构设计计算
2.5.1 筒体
根据文献[3]表2.3可知，当换热管外径d0=19mm时，换热管中心距为s=25mm，分程隔板槽两侧相邻中心距IE=38mm。
根据文献[3，47]可知，热交换器管束最外层换热管表面至壳体内壁的最短距离b=0.25d且不小于8mm,故本设计取8mm。
根据文献[5]表6-3,选用壳体经济壁厚9mm，故经计算得出的壳体最小外径：
D=476+2×9=494mm. （2.26）
又根据满液式蒸发器上程管排顶部应预留一定空间的特殊性，查文献[6]选外径D=500mm，厚δ=9mm的无缝钢管作为壳体。
由于壁厚取9mm,所以壳体内径为：Di=500-2×9=482mm。 （2.27）
此时实际长径比为
(2.28)
根据文献[3，55]，目前所采用的换热管长度与壳体直径之比，一般在4～25之间，通常为6～10，故合理 。
2.5.2 管板
管板选用直接焊于外壳上并延伸到壳体周围之外兼作法兰，管板与传热管的连接方式采用胀接法。
根据文献[1]表3-8，换热管外径为19mm时，管板最小厚度不小于16mm，根据文献[5]表6-6，查得与管子连接方式有关的系数=1.15,与管板兼做法兰有关的系数=1.30，由文献[5]公式（6-4）得管板厚度：
=· ·(17+0.0083)
=1.15×1.30×(17+0.0083×482)
=31.4mm （2.29）
实际可取=35mm.
管孔直径dp，根据文献[1]表3-5得：
换热管外径d0：19mm 允许偏差
管板管孔径dp：19.25mm 允许偏差
2.5.3 法兰
根据壳体外径DN=500mm和文献[7]表4，选用外径